壓縮機排氣管消聲器的聲學特性研究

張永軍，羅玉軍，羅建滔，蔣鄒

（1.柳州邦誠科技股份有限公司，柳州 545006； 2.廣西科技大學 機械工程學院，柳州 545006；3.大連理工大學建筑工程學部，大連 116026）

引言

家用空調的振動噪聲作為舒適性的重要指標，室外機的主要激勵源為壓縮機和風葉，而壓縮機及其配管系統的振動噪聲最為復雜，包含壓縮機腳墊系統的振動、管路的振動、管內冷媒的沖擊[1]、電磁聲、液流聲等。其中氣流噪聲因為壓縮機缸內吸、排產生脈沖[2]，壓縮機機體的振動時，制冷劑被激勵產生噪聲沿著管路傳播。消聲裝置通常被用來降低壓縮機的噪聲，其允許流體通過而同時限制噪聲的自由通過[3]。由于制冷劑特性與管路的設計，空調室外機管路中一般采用抗性消聲器，通過消聲器內部的氣流阻抗，將聲波能量反射會聲源，從而達到降低噪聲的目的[4]。

畢崢[5]采用理論計算、數值仿真和實驗測試相結合的研究方法，對基本消聲結構的聲學特性及分析方法進行詳盡的研究，在此基礎上對復合式消聲器進行研究，總結復合式消聲器聲學性能和設計步驟。樂建波[6]等針對電冰箱壓縮機噪聲頻譜800 Hz的頻段，構建消聲器，采用數值模擬的方法，得出消聲器內部的傳遞特性和聲壓分布。李家柱[7]研究了管道聲學不同孔形狀的聲傳遞損失。仇穎[8]等對壓縮機吸排氣消聲腔進行了理論及計算和實驗，為結構設計提供依據。孔祥強[9]等對制冷壓縮機的排氣管消聲器的孔板徑對傳遞損失的影響。YunLi[10]等對不同制冷壓縮機腔內消聲器的聲學模型進行對比，研究其傳遞損失。

本文針對某款家用空調式外機與滾動轉子壓縮機相連接的排氣管上的消聲器，建立其聲學模型，通過仿真模擬計算，研究不同擴張比、擴張室長度、插入深度與穿孔孔徑大小、數量對消聲器傳遞損失的影響，并對結果進行分析。

1 消聲器結構及聲學理論

消除噪聲是消聲元件的最主要功能之一。消聲元件和系統的消聲效果一般有四個評價指標：傳遞損失、插入損失、聲壓級插值和聲壓級。在壓縮機的管路系統中，一般只有一個消聲器，故采用傳遞損失來評價消聲元件。由于成本、空間限制，空調室外機的消聲器一般為擴張式消聲器，如圖1所示。消聲器為擴張腔結構，進入管有部分插入到擴張器中，并且進入管開有圓形小孔。

對于擴張消聲器，其由一個主要腔室和兩邊與之相連的管道組成，如圖2所示。進氣管的截面積S1和出氣管的截面積S2比擴張腔室的截面積S3要小。截面積的變化改變了聲阻抗，入射波到達擴張室后，一部分能量被反射回進氣管，消耗聲能。聲波達到與擴張室的交界處時，一部分被反射回來，形成反射波，一部分進入擴張室，到達擴張室與出氣管交界處時，一部分入射波被反射回來，余下的投射到出氣管中繼續傳播。

在x=0處，壓力和體積速度滿足[11]：

在x=L處，壓力和體積速度滿足：

式中：

Pi,—進氣管進入擴張腔的入射波聲壓；

,Pr—進氣管進入擴張腔的反射波聲壓；

P2i—擴張室內的入射聲波的聲壓；

P2r—擴張室內的反射聲波的聲壓；

S1—進氣管的截面面積；

S2—擴張腔的截面面積；

S3—出氣管的截面面積。

在管路的排氣系統中，擴張管道兩邊的進氣管和出氣管的截面面積通常是相同的，即S1=S3。

將和整理，可將擴張消聲器的功率傳遞系數簡化為：

圖1 消聲器結構

圖2 擴張消聲器組成示意圖

則擴張消聲器的傳遞損失為：

式中：

m=S2/S1—擴張比；

k—波數；

λ—波長。

傳遞損失與擴張比與擴張室的長度有關。

一般有兩種方法可提高擴張比，一是減小管路的尺寸，二是增加擴張室的截面積，但是限于空間限制與系統的性能需求，改動這兩項的可能性較小。可通過增加進氣管與出氣管插入到擴張室中的長度來增加傳遞損失。

如圖1所示，消聲器只有進氣管插入到擴張室中，其傳遞損失簡化為：

式中：

La—進氣管的插入擴張室的長度。

對于穿孔消聲器，其傳遞損失和頻率與穿孔的直徑和面積有關。在聲學模型中，一般通過傳遞阻抗來描述穿孔的孔徑和面積。本文使用由Bento Coelho定義的阻抗[12]：

式中：

σ—開孔率；

f—頻率；

ρ—流體的密度；

c—流體的聲速；

dh—開孔的孔徑。

2 消聲器聲學性能模擬及分析

消聲器采用的材料為紫銅，管的壁厚為0.8 mm，進氣管與出氣管的外徑為12 mm，擴張腔的外徑為30 mm，擴張腔長度為58 mm，進氣管的長度為69 mm，插入深度為40 mm，出氣管的長度為11 mm，進氣管上開有4列共計20個小孔，孔徑為6 mm。

制冷劑為R32冷媒，排氣溫度為70 ℃，密度為1.1 kg/m3，氣體常數為114 J/(kg·K)，絕熱指數為1.22，根據黨錫淇等的方法[13]計算其聲速為229 m/s。

在模擬過程中，僅改變擴張比、插入深度與穿孔孔徑大小、數量中的某一結構參數的值，其余參數不變。下面采用VA One對排氣管消聲器傳遞損失進行模擬仿真。在前處理軟件中對消聲器進行網格劃分、賦予屬性，導入VA Oone中建立邊界元模型。在入口處施加1 m/s的單位振動速度速度，使用以下公式求解傳遞損失[14]：

式中：

p1—入口處聲壓；

p3—出口處聲壓；

Ain—入口處截面積；

Aout—出口處截面積。

2.1 擴張腔長度對傳遞損失的影響

僅改變擴張腔直徑，設置其分別為20、25、30、35、40和45 mm，計算消聲器的傳遞損失，模擬結果如圖3所示。

在180～1 500 Hz，隨著頻率增加，傳遞損失增大，在1 500～4 000 Hz，隨著頻率的增加，傳遞損失減小。傳遞損失的波谷隨著擴張腔直徑的增大而往右移，傳遞損失的有效長度增大。但當擴張腔長度為30 mm時，在整個頻段的傳遞損失的幅值都較大。

滾動轉子壓縮機噪聲的主要頻段為2 000 Hz以上[15]，因此建議在設計消聲器擴張腔直徑時，需對其進行優化，選取較好傳遞損失下的直徑。

2.2 進氣管插入深度對傳遞損失的影響

僅改變進氣管插入擴張腔部分的長度，設置其分別為25、30、35、40、45和50 mm，計算消聲器的傳遞損失，模擬結果如圖4所示。

在1 700 Hz以前，各長度對傳遞損失的影響較小；在1 700 Hz以后，隨著插入深度的增加，傳遞損失增大，傳遞損失的有效長度變短。其中當插入深度為40 mm時，傳遞損失在全頻段都較大。

2.3 穿孔直徑對傳遞損失的影響

僅改變穿孔的直徑，設置其分別為1、2、3、4、5和6 mm，計算消聲器的傳遞損失，模擬結果如圖5所示。

在1 700 Hz以前，隨著穿孔直徑的增加，傳遞損失減小；在1 700 Hz以后，隨著穿孔直徑的增加。傳遞損失增大；在1 700～4 000 Hz頻段，穿孔直徑為5 mm時，傳遞損失有最大傳遞損失，為11 dB。

2.4 穿孔數對傳遞損失的影響

僅改變穿孔的數量，設置其分別為10、15、20、25、30和35個，計算消聲器的傳遞損失，模擬結果如圖6所示。

在1 700 Hz以前，隨著穿孔數量的增加，傳遞損失減小；在1 700 Hz以后，隨著穿孔數量的增加。傳遞損失增大；在1 700～4 000HZ頻段，穿孔數量為35個孔時，傳遞損失有最大傳遞損失，為14 dB。

圖3 擴張腔直徑對傳遞損失的影響

圖4 插入深度對傳遞損失的影響

圖5 穿孔直徑對傳遞損失的影響

圖6 穿孔數對傳遞損失的影響

3 結論

在控制壓縮機噪聲通過配管系統內部冷媒的傳播，在排氣管設計消聲器來進行降噪，分別對消聲器的擴張腔直徑、插入深度、開孔直徑和開孔數進行數值模擬，分析各因素對消聲器傳遞損失的影響，得到以下結論：

1）在壓縮機噪聲的主要頻段，擴張腔對傳遞損失的影響較為復雜，在改變直徑的同時會改變擴張腔的長度，在分析的數值中，30 mm的直徑傳遞損失最大，因此在設計擴張腔直徑時，需綜合考慮改變擴張腔直徑引起的擴張腔長度改變對傳遞損失的綜合影響。

2）進氣管插入擴張腔的插入深度增加時，在1 700 Hz后傳遞損失增大，在設計插入深度時可適當增大。

3）增加穿孔直徑和穿孔數均可在壓縮機噪聲主要頻段內增加傳遞損失，降低壓縮機噪聲。